【正文】 《機床計算機數(shù)控及應用》:機械工業(yè)出版社,1997[10]《實用機床設計手冊》:遼寧科學技術出版社,1999[11]，《機床設計手冊（第三冊）》 ，1986[12]《機械原理》, 1995[13]《機械工程手冊》.機械工業(yè)出版社,1900[14]《淺談機床數(shù)控改造》,eworks論壇,2001[15]《數(shù)控機床加工技術》，2001[16]《數(shù)控機床原理與應用》，2004[17]《〈機械設計〉》濮良貴 ，2006[18]《〈極限配合與測量技術基礎〉》孔慶華，2002[19]《機械設計手冊》機械工業(yè)出版社，2002[20]《機械工程專業(yè)課程設計指導》張進生，1999[21]《數(shù)控銑床》：化學工業(yè)出版社，2006[22]《數(shù)控銑工實用技術》:遼寧科學出版社，2002[23]《機械制造工藝設計簡明手冊》:機械工業(yè)出版社，2003[24]《簡明銑工手冊》：機械工業(yè)出版社，1999[25]《機械設計師手冊》：機械工業(yè)出版社，2002[26]《數(shù)控機床及應用(第一版)》：高等教育出版社，1999 [27]《現(xiàn)代數(shù)控機床(第一版)》林宋，：化學工業(yè)出版社，2000[28]《數(shù)控技術(第一版)》：機械工業(yè)出版社，1999?！冬F(xiàn)代數(shù)控機床結構與設計》王愛玲主編．北京：兵器工業(yè)出版社，1999[8]《機電一體華系統(tǒng)控制》張建明主編．北京：高等教育出版社，2001[6]《數(shù)控實用技術》王貴明主編．北京：機械工業(yè)出版社，2001[4]對于一個即將踏上社會的學生來講，將會面臨更多、更強的考驗和鍛煉，而這次練兵無疑增加了我們?nèi)ッ鎸ξ磥?，迎接挑?zhàn)的砝碼！然而由于我們能力有限，加之時間倉促，設計中一定會存在問題，希望老師同學批評指正，多提寶貴意見。在我們團隊的的緊密配合下，在老師的指導下，我們克服了一個又一個的難題。而自己就是知識也都忘記得差不多了，更別說什么綜合運用了！再掂掂自己的水平，說實話已不足半斤了。從來沒有過的不知所措的感覺一下子涌了上來。說是考驗，是因為在畢業(yè)設計前總覺得自己已經(jīng)做過那么多次的課程設計，水平?jīng)]有八兩也該有半斤吧。而圖（4）為中間軸，如下所示為示意圖： 圖（4） 主軸組件校核 主軸最大扭矩T=950=950N圓周力NN求B點支承力，如圖（b），（c） 求A點支承力，如圖（d）垂直面內(nèi),，）水平面內(nèi)，圖（c）求D點支承力垂直面內(nèi)，水平面內(nèi)，彎矩圖（i）垂直面內(nèi)，圖（e）（f）B點左：C點右 水平面內(nèi)，圖（g）（h）B點左 C點右 彎矩如下：扭矩如下： 主軸的剛度計算跨度 前端徑向跳動 軸端撓度 =懸伸量 160mm 前軸承處傾斜角 []《齒輪處傾斜角齒向交角切向交角徑向交角法向齒向交角經(jīng)校核，該主軸的強度和剛度均符合要求。 圖（2） 圖（3） 主軸部件如圖（1）所示，主軸前端有7:2 4的錐孔，用于裝夾錐柄刀具。這將影響軸的旋轉精度。如圖（2）所示，采用兩個角接觸球軸承背靠背組配， 兩點向外擴展，縮短了主軸頭部的懸伸，大大地減少了主軸端部的撓曲變形，提高了主軸剛度。主軸軸承的設計：前支承采用一對背對背排列的角接觸球軸承，后支承采用深溝球軸承。為減少設計量，此部分由機床主軸箱體的結構而定。因此存在一個最佳跨距，在該跨距時，因主軸彎曲變形和支撐變形引起主軸前軸的總位移量最小。由于前端懸伸量對主軸部件的剛度，抗震性的影響很大，因此，設計是應盡量縮短該懸伸量，這里取a=160mm⑷主軸主要支撐間跨距L 的確定合理確定主軸主要支撐間的跨距，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。 ⑶主軸前端懸懸伸量的確定主軸前端懸伸量a 是指主軸前端面到前軸承懸伸量反里作用中點（或者徑向支撐中點）的距離。為不過多地削弱主軸的剛度，銑床主軸孔徑d比刀具拉桿直徑大510mm。⑵主軸內(nèi)孔直徑d的確定很多機床主軸是空心的，內(nèi)孔直徑與與其用途有關。主軸前軸承采用7317AC中窄型角接觸軸承；后軸徑軸承采用7313AC中窄型角接觸軸承。軸承配置采用速度型，其結構如下：主軸前軸徑采用雙列角接觸軸承，后軸徑采用單列角接觸軸承。(2)高速輕載 成組角接觸球軸承，根據(jù)軸向載荷的大小分別選用或接觸角。成對圓錐滾子軸承結構簡單，但極限轉速較低。 通常情況下，可技下列條件選用滾動軸承。 同樣尺寸的軸承，線接觸的該子軸承比點接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉速要低；多個軸承比單個軸承承載能力要大；不同軸承承受載荷類型及大小不同；還應考慮結構要求，如中心距特別小的組合機床主軸，可采用滾針軸承。主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。其缺點是滾動軸承的滾動體數(shù)目有限，剛度是變化的，阻尼也較小，容易引起振動和噪聲；徑向尺寸也較大。出此，采用滾動軸承的支承稱為主軸滾動支承；采用滑動軸承的支承稱為主軸滑動支承。主軸部件上的軸承應具有旋轉精度高、剛度高、承載能力強、抗振性好、極限轉速高、適應變速范圍大、磨擦功耗小、噪聲低、壽命長等性能，同時應滿足制造簡單，使用維修方便、成本低、結構尺寸小等要求。 主軸部件的傳動方式及布置型式 傳動方式本次設計數(shù)控銑床主軸是采用齒輪傳動，它具有結構簡單、緊湊和能傳遞較大的扭矩，應用最廣。只有載荷大和有沖擊，或精密機床需要減小熱處理后的變形，或有其它特殊要求時，才考慮選用合金鋼。值得柱意的是，鋼的彈性模量E的數(shù)值和鋼的種類及熱處理方式無關，即不論是普通鋼或合金鋼，其彈性模量置基本相同。 主軸的材料和熱處理主軸的材料應根據(jù)載荷特點、耐磨性要求、熱處理方法和熱處理后變形情況選擇。主軸端部用于安裝刀具或夾持工件的夾具，在結構上，應能保證定位難確、安裝可靠、聯(lián)接牢固、裝卸方便，并能傳遞足夠的轉矩。主軸一般為空心階梯軸，前端徑向尺寸大，中間徑向尺寸逐漸減小，尾部徑向尺寸最小。 主軸的構造主軸的構造和形狀豐要決定干主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承等零件的類型、數(shù)量、位置和安裝定位方法等。所以要長期保持主軸組件的精度，必須提高其耐磨性。主軸組件喪失其原始精度的主要原因是磨損，如主軸軸承、主軸軸頸表面、裝夾工件或刀具的定位表面的磨損。如高精度機床，連續(xù)運轉下的允許溫升為8—10℃，精密機床為15—20℃，普通機床為30一40℃。主軸熱變形可引起軸承間隙變化，潤滑油溫度升高后會使憨度降低，這些變化都會影響主軸組件的工作性能，降低加工精度。低階固有頻率應遠高于激振頻率，使其不容易發(fā)生共振。影響抗振性的主要因素是主軸組件的靜剛度、質量分布以及阻尼。主軸組件的振動會直接影響工件的表面加工質量和刀具的使用壽命，并產(chǎn)牛噪聲。在銑削過程中，主軸組件不僅受靜態(tài)力作用，同時也受沖擊力和交變力的干擾，使主軸產(chǎn)生振動。主軸靜剛度不足對加工精度和機床性能有直接影響，并會影響主軸織件中的齒輪、軸承的正常工作，降低工作性能和壽命，影響機床抗振性，容易引起銑削顫振，降低加工質量。主軸組件的剛度是綜合剛度，它是主軸、軸承等剛度的綜合反映。如主軸支承軸頸的圓度、軸承滾道及滾子的圓度、主軸及隨其回轉零件的動平衡等因素，均可造成徑向跳動，軸承支承端面，主軸軸肩及相關零件端面對主軸回轉中心線的垂直度誤差，止推軸承的滾道及滾動體誤差等將造成主軸軸向跳動；主軸主要定心面(如銑床主軸端的定心短錐和前端內(nèi)錐)的徑向跳動和軸向跳動。 主軸組件的基本要求 旋轉精度主軸的旋轉精度是指裝配件，在無載荷、低速轉動條件下，主軸前端安裝工件或刀具部位的徑向和軸向跳動。主軸組件的工作性能對整機性能和加工質量以及機床生產(chǎn)率有著直接影響，是決定機床性能和技術經(jīng)濟指標的重要因素。由于數(shù)控機床的轉速高，功率大，并且在加工過程中不進行人工調整，因此要求良好的回轉精度、結構剛度、抗振性、熱穩(wěn)定性及精度的保持性。它的功用是刀具旋轉進行銑削，承受銑削力和驅動力等載荷，完成表面成形運動。所以，根據(jù)《機械設計》中關于軸承的選取，得到軸I選用中窄系列的6314軸承，軸II選用中窄系列的6316軸承。滾動軸承大部分已經(jīng)標準化。I軸和II軸中心距：（48+30）=II軸和III軸中心距：（20+50）=175 mm 確定各軸最小直徑軸的最小直徑可由公式： 求得（其中：為各軸的計算轉速）。根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為； 式中 :P驅動電動機的額定功率 n計算齒輪（小齒輪的計算轉速（r/min）；齒寬系數(shù)=b/d，常取6—10；z計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)；i齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，i1；“+”用于外嚙合；“”用于內(nèi)嚙合；許用接觸應力Mpa，=600Mpa；齒輪采用45號鋼，整體淬火。軸I和軸II之間齒數(shù)最小的是Z=30，經(jīng)過該齒輪傳至II軸，使II軸獲得1875 r/min、625 r/min、63r/min轉速，因得到63r/min==63r/min，所以z=30齒輪的計算轉速為：。 各軸上齒輪的計算轉速各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)最小的,也是強度最薄弱的齒輪,故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 各軸的計算轉速主軸的計算轉速=120r/min軸II有1875 r/min、625 r/min、63r/min,最低轉速63/min由雙聯(lián)滑移齒輪傳到主軸得到120 r/min，所以要傳遞全部功率，故軸II的計算轉速為=63r/min。這一傳遞全部功率的最低轉速稱為該傳動件的計算轉速。如果按最低轉速計算，勢必造成各傳動件較粗大，具備過大的強度儲備，這是不經(jīng)濟和不必要的。但是，對于通用機床和某些專門化機床，主傳動的功率是根據(jù)某些典型加工的銑削用量確定的，機床在實際使用中，低轉速范圍加工時，不需要使用機床的全部功率。（周利平主編） 總齒數(shù) ，73, 77，78，，∴擴大組的齒數(shù)分配為：== 電動機和I軸之間是帶傳動，傳動比為：==I軸和II軸間齒數(shù)和取為78即: == 各軸及齒輪計算轉速的確定主傳動系統(tǒng)中的主軸和傳動件的尺寸大小主要決定于它所傳遞的轉矩大小，而轉矩大小則和所傳遞的功率及轉速兩個因素有關。按照ISO229—1973規(guī)定，機床主軸的實際轉速或每分鐘雙行程數(shù)對于優(yōu)先數(shù)列的理論值的相對誤差，應在范圍內(nèi)。⑤應保證最小齒輪裝到軸上或套簡上具有足夠的強度、為保證輪齒受力和熱處理之后．齒根部分不致于斷裂．齒根到孔壁或鍵槽的壁厚M應有足夠的厚度，一般推薦值〔m為齒輪的模數(shù))，由此可知，在確定最小齒輪的齒數(shù)時，要先估算傳動軸的直徑。④齒數(shù)和也不宜過小，最小齒輪的齒數(shù)應保證不產(chǎn)生根切。但是有時為了滿足傳動比的要求，可以使同一傳動組內(nèi)各傳動副的不相等，然后采用變位的方法使中心距相等。為了便于設計和制造，在同一變速組內(nèi)一般采用相同的模數(shù)，則各對齒輪的齒數(shù)和應相等。一般推薦齒數(shù)和，常選用在100之內(nèi)。若機床主軸的恒功率調速范圍為，電動機的恒功率調速范圍為，則變速機構的調速范圍為： = / 變速機構的調速范圍： =/=25/3=2) 確定各級傳動副齒輪的齒數(shù)：機床轉速圖確定后．則